机械原理课程设计说明书

1、机械原理课程设计说明书设计题目:压片成形机匚学院机械设计制造及其自动化专业机制0804班设计者韩鑫指导老师王树才20107-92010目录1题目2L1设计题目21.2设计要求32原动机构，传动机构和执行机构的确定42.1 原动机选择42.2 传动机构的选择与比较42.3 传动比的分配42.4 执行机构的选择与比较52.5 系统方案确定81 机械系统运动方案的拟定与比较81 机械运动简图（见图纸）81 机械系统运动循环图84机构动力分析及设计10凸轮运动分析及其曲线设计10连杆机构动力分析设计125压片机工作流程图136压片机的分析评价137总结148参考资料141题目1.1设计题目设计自动压片

2、成形机，将具有一定湿度的粉状原料（如陶姿干粉、药粉）定量送入压形位置，经压制成形后脱离该位置。机器的整个工作过程（送料、压形、脱离）均自动完成。该机器可以压制陶宽圆形片坯、药剂（片）等。设计数据见表l.lo表1.1压片成形机设计数据方案电动机转速/（r/min）生产率/（片/min）成品尺寸C(pXb)/(mm,mm)冲头压力/N机器运转不均匀系数/5M冲/KGM杆/KGA14501080X51500000.10125压片成形机的工艺动作是：（1）干粉料均匀筛入圆筒形型腔（图1.2a）。（2）下冲头下沉3mm,预防上冲头进入型腔时粉料扑出（图1.2b）。（3）上、下冲头同时加压（图1.2c）,

3、并保持一段日间。图1.2压片成形机工艺动作（4）上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯（图L2d）。（5）料筛推出片坯（图1.2a）o上冲头、下冲头、送料筛的设计要求是：（1）上冲头完成往复自移运动（铅锤上下），下移至终点后有短时间的停歇，起保用作用，保压时间为0.4s左右。因冲头上升后要留有料筛进入的空间，故冲头行程为90-lOOmm。因冲头厂力较大，因而加压机构应有增力功能（如图3.3a所示）。图13设计要求（2）下冲头先下沉3mm,然后上升8mm,加压后停歇保压，继而上升16mm,将成形片坯顶到与台内平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后，再下移21mm,到待料位置（如图1.3b所示）。（3）

4、料筛在模具型腔上方往复振动筛料，然后向左退回。待批料成型并被推出型腔后，料筛在台面上右移约4550mm,推卸片坯（如图1.3c所示）。上冲头、下冲头与送料筛的动作关系见表1.4。表1.4动作关系1冲去进返这料筛.近休遇1远体下冲头近体迸远休1.2设计要求（I）压片成形机一般至少包括连杆机构、凸轮机构、齿轮机构在内的三种机构。（2）画出机器的运动方案简图与运动循环图。拟定运动循环图时，执行构件的动作起止位置可根据具体情况重登安排，但必须满足工艺上各个动作的配合，在时间和空间上不能出现干涉。（3）设计凸轮机构，自行确定运动规律，选择基圆半径，校核最大压力角与最小曲率半径，计算凸轮廓线。（4）设计计

5、算齿轮机构。（5）对连杆机构进行运动设计。并进行连杆机构的运动分析，绘出运动线图。如果是采用连杆机构作为下冲压机构，还应进行连杆机构的动态静力分析，计算飞轮转动惯量。（6）编写设计计算说明书。（7）学生可进一步完成机器的计算机演示验证、凸轮的数控加工等。2原动机构、传动机构和执行机构的确定原动机选择压片机用于工厂生产，采用三相交流电源，药片生产有一定的腐蚀性，采用有防护的三相笼型电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。其额定电压380v,转速为1450r/min,功率根据齿轮传动效率和具体工作受力情况确定。传动机构的选择与比较传动机构有齿轮传动，链传动和带传动等。压片机上冲压机构和辅

6、助冲压机构受力比较大（150KN）,采用带传动容易打滑，这样就造成压片机送料机构，主冲压机构和辅助冲压机构运转的不同步，机构无法完成指定的运动。若采用链条传动不仅噪声比较大，而且链条易磨损变形，这样同样会对传动的准确性有影响。齿轮系传动虽然制造安装比较或杂，但是可以保证传动的准确，耐磨损。所以采用齿轮系传动。23传动比的分配确定齿轮的齿数，关键在于合理分配轮系中各齿轮的传动比。根据单对齿轮的传动比一般不大于57；动力传动，蜗杆传动的传动比一般不大于80;传动比过大宜采用多级传动：两级传动比不宜过大，且为了润滑方便，高速传动齿轮传动比一般要大于低速传动比等原则，具体压片机传动机构的传动机构如下图

7、：直齿轮取m=3mm.压力角都为20度直齿轮编号齿数分度园直径直齿轮编号齿数分度圆直径11751430902541625175131854634102圆锥齿轮对于每对配合的锥齿轮为了计算方便取其分度圆锥角相等，取圆锥齿轮大端的压力角为20度模数为3mm锥齿轮编号齿数分度圆直径锥齿轮编号齿数分度圆直径71442111442814421242126914421318541034102142977对于蜗轮蜗杆传动取m=4蜗轮的齿数为1，蜗杆的齿数为29,分度圆直径为U6mm0传动比分布图总传动比为145从电动机到辅助冲压机构齿轮对1和23和45和69和1011和1213和14传动比35/323329

8、/18从电动机到主冲压机构齿轮对1和23和4蜗轮蜗杆1传动比3S/329从电动机到送料机构齿轮对1和23和47和8蜗轮蜗杆2传动比35/31292.4执行机构的选择与比较压片机运转必须有三个功能：送料：料筛完成水平间往复移动并抖动进料，可考虑设计凸轮来实现，抖动可以由凸轮微小的位移变动来实现。压片：压片有上下两个冲头共同完成，上冲头为主冲压机构，行程比较大,可以考虑由曲柄滑块机构或者由曲柄推杆机构和摇杆滑块机构的串联机构来实现竖直往复冲压。输出培片：输出培片可以由料筛完成，料筛将培片顶出后，进行抖动进料，这个功能可由送料机构一起来完成。作为冲压的执行机构一般有曲柄滑块机构和时杆式增力冲压机构。

9、此压片机冲头压力为150000N,力度比较大，行程较短，为了达到增压增力的目的，选择肘杆式增力冲压机构，而且它是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成，可得到比较好的运动规律，尺寸也不致过大。乂因为它是全低副机构，宜用于低速、重载的场合。曲柄滑块机构要增力要加较大的飞轮，整个机构的震动比较大，必须经过严格的平衡设计，且采用曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半,机构结构简洁，尺寸较小，但滑块在行程末端只作瞬时停歇，运动规律不理想。至于下冲头和送料机构，其运动轨迹都可由凸轮来实现，但是送料机构的行程接近90mm100mm,如果按照这样来设计凸轮，则凸轮比较大，凸轮曲线比较陡，不宜设计，故可采用连

10、杆机构与凸轮机构的组合机构，达到放大行程的目的，同时料筛的抖动也可由凸轮来实现。辅助冲头位移转角图以滑块最低点时辅助冲头的位置为起始点。上冲头位移转角图应运图解法，曲柄与连杆水平位置，滑块处于最低点时曲柄位置为。度，从此位置开始将曲柄一个周期8等分，由这八个等分点的位置和连杆的长度可以确定摇杆的位置和角度，根据行程L=2*(cos6-cos50)*c(6为摇杆与铅锤方向的夹角)，可以计算出滑块的位移。跟据这八个点的角度位移进行描点，确定上冲头位移转角关系。曲柄摇杆的图解法求上冲头的位移送料机构位移转角图以滑块最低点时送料机构的位置为起始点。107360155.165.175.185.1953机

11、械系统方案确定机械系统运动方案的拟定与比较机械运动系统由传动机构和执行机构组成，传动机构有齿轮系，链条，皮带和蜗轮蜗杆传动等，执行机构由凸轮机构也可由曲柄滑块机构，也可以是曲柄摇杆和摇杆滑块机构的组合机构来执行。这些机构组合可以有多种系统运动方案。由前面分析，机械系统选取齿轮系做机构传动，肘杆式增力增压机构为主冲压机构,凸轮与连杆机构的组合机构为送料机构，凸轮机构作为辅助冲压机构。机械运动简图（见图纸）机械系统运动循环图机械系统运动循环包括三个机构的循环：主冲压机构，辅助冲压机构和送料机构。要使三个方面的运动协调一致，且互不发生干涉。首先，三个机构的原动件的周期保持一致为6So当主冲压机构的冲

12、头与工作面的距离大于料筛的高度时，这时料筛可进行进料，为了使凸轮轮廓曲线趋于缓和，可以在主冲压机构冲头高度小于料筛高度时就进行进料，当料筛刚好进入冲头冲压范围内时，冲头的高度恰好超过了料筛的高度。与此同时，辅助冲压机构要等到进料完成时，先下降3mm防止在冲压的过程当中粉料匕溅出来，在上冲头下降到接近最低点位置时，下冲头要开始上升8mm,进一步压缩粉末，同时保压。当上冲头开始上升后，下冲头也开始上升，把粉末片顶出，然后由送料机构的料筛将片培顶出上冲头冲压范围之内，防止片培被压碎。如此三个执行机构往复协调运动。其运动循环图如下：曲柄摇杆机构曲柄转角，摇杆转角与滑块行程的关系表曲柄转角<p/&

13、#171;摇杆转角6/o滑块行程L/mm0095.8455.894.49021.377.2813543.222.55180492.8622537.240.7927019.580.243155.794.39几个特殊的位置的确定:取料筛的高度为25mm，则当上冲头距离工作平台距离超过25mm,即冲头的行程约为95.8-(8+25)=62.8mm,为了保证料筛与上冲头不发生干涉，取冲头行程为60mm，此时冲头距离工作平台为27.8mm>25mm。此时由公式1=2*(cos0cos49.8)*c,可以确定摇杆的转角，再由摇杆的转角确定当滑块距离工作平台大于25mm时，曲柄的转角范围。由图解法可得

14、这个范围约为106.6度243.2度。4机构动力分析及设计凸轮运动分析及其曲线设计(1)下冲头凸轮分析设计根据位移转角图，由图解法可得凸轮轮廓曲线如下:(2)送料机构的连杆及凸轮设计送料连杆机构的设计分析:示意图送料机构设计的行程为90mm，取曲杆的夹角为120度,AB=90mm,BC=90mm,当AO杆在水平位置时，AB与BC之间的夹角为60度,此时AC=90mm,为送料机构的最近位置，当AB和BC共线时，送料机构到达最远位置，AC=180mm,可得其行程为L=90mmo由几何关系得，L=180*(cos0-cos60),凸轮的位移S=20*tan(60-6),由以上两式可得凸轮位移与料筛的

15、行程关系：火*(“90)-1180，180-<1+90)2S=20*,由料筛的运动可得到凸轮对应的位移，如下:L+90+仃*、180*180-"+90)对应关系表角度/»凸轮位移/mm料筛位移0-10700107155呈线性上升34.649016517.38017534.649018521.058519534.6490195243呈线性下降到0呈线性下降到024336000凸轮机构的曲线设计根据位移转角图，由图解法可得凸轮轮廓曲线如下:连杆机构动力分析设计主冲压机构的设计分析主冲压机构由曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串接而成。先设计摇杆滑块机构,为了保压，要求在铅锤的位置

16、的±2度范围内滑块的位移量由此可地摇杆的长度Y叱l+-cos2'-2-sin22-取入=1,由上式计算可得328.31.要确定肘杆式增力增压机构的杆长，可以分为两步来进行，首先，确定摇杆滑块机构的杆长，设定摇杆的摆角为与铅锤方向的夹角，且最大为50度，当摇杆有最大摆角时，此时滑块处于最高位置，假定此时位移为0.行程L=2*(cos0cos50)*c(6为摇杆与铅锤方向的夹角)，当6=0度时，此时L有最大值，且必须保证其在90100mm范围之内，根据计算可知摇杆长度c在135mm左右，取c=135mm。则摇杆滑块机构中连杆长度e=135mmo下面分析曲柄摇杆机构，确定其杆长。要

17、确定所有的量，必须自行规定几个量:，然后求另外几个量:。设定曲柄摇杆中机架长度d,其与铅锤方向的夹角为45度。取曲柄摇杆机构的两个极限位置，即滑块最高和最低点时曲柄摇杆机构所处的位置。当曲柄a与连杆b在一条直线上时，且滑块处于最高位置，由几何三角关系得cos95=W=.当曲柄与连杆在一条直线上时，且滑块处于最低位置.，lea此时连杆与摇杆垂直，摇杆处于铅锤位置，有几何关系可得：d=c/cos45zb-a=tan45*c»对结果取整求得d=191,a=54»b=T89.杆长确定了,但计算过程中有误差和近似，所以要对结果进行校核。将杆长重新带入以上公式可以求得最大摆角为49.8

18、度，行程L=95.8mm,符合主冲头的行程要求。对以上时杆式增力增压机构进行受力性能分析,公+"=393972+庐=53946,则有小+(/2«2+庐，机构为1型曲柄摇杆机构，当曲柄与摇杆夹角为U度时，其有最小传动角，如产蓝一/)2,计算可得丫=46.4度，符合一般较链四杆机构最小传动角大于等于40度的要求，可以保证传动的有效性。曲柄摇杆机构在两个极限位置的夹角，即极位夹角，由两个极限位置的几何关系可得极位夹角5=11.39度。其行程速比系数为能搭黑=1.135AOx/X人x5压片机工作流程图送料机构进行送料卜冲头向卜.运动3mm.上冲头向卜.运动上下冲头冲压，上冲头保压，卜冲头向上运动8mm上下冲头向上运动，卜.冲头将片培顶出送料机构送料并将片培推出冲压动作范围6压片机的分析评价优点设计传动准确采用肘杆式增力增压机构，力量比较